多功能排种器试验台的设计

多功能排种器试验台的设计 黄志锋 （广东工业大学机电工程学院 广州 510006） 摘要：本文基于已有的排种器实验技术参数，提出简洁方便的试验台模型架构出发，确定试验台的传动系统，利用材料力学，理论力学，机械设计等计算出各部件的具体技术参数，并验证这些参数的可行性，事实证明这是可行的，也是最有效的。 关键词：排种器试验台 排种器

Design for Making a New Type of Multiple Functions of PrecisionSeed-drilled Appliance of test-bed HUANG Zhifeng (College of mechanical and electrical engineering of Guangdong university of engineering industry Guangzhou 510006)

Abstract ： This article is based on existing rows of the experiment parameter of Seed-drilled Appliance , technology and convenient test-bed model framework, identify test-bed transmission, the use of the material and mechanics. mechanics theory mechanical design the various components of the specific technology parameters and authenticate the feasibility of these parameters, the facts proved that this is feasible, are the most effective. the keywords ：The row test-bed of Seed-drilled Appliance Seed-drilled Appliance

0 前言

排种器实验台是播种机研发所使用的主要手段，是快速产生新一代高性能播种机必不可少的实验设备,而高性能播种机对于农业发展具有深远的影响，因而排种器试验台的设计具有现实性。 1 工作原理及总体结构 1.1工作原理 在田间测试播种机性能时，排种器随拖拉机向前进方向移动。排种器试验台正好相反，它是用输送带做种床，并模拟播种机的田间作业速度进行运动，排种器在实验时固定不动，输送带（种床）相对于排种器运动。这样，就使播种机相对地面的运动转变为地面相对于播种机的运动。从相对运动的概念来说，是一个参考坐标系转换问题，其效果是一样的。排种器在固定位置把种子排在喷上油层的输送带上，种子被油层黏住，然后对种床带上的排种情况进行实时摄录和处理，从而测得种子粒距，达到检测排种均匀性等各项指标的目的。 1.2总体结构 试验台总体结构如图1所示，主要有台架，种床带装置，排种器安装架，驱动装置,以及5mm厚，长宽不一的铁板。 排种器台架

种床带装置驱动装置

图 1 机械总体结构简图 2 主要工作部件参数的设计 2.1 种床长度的确定 考虑到被排种器实验台采用视觉方法测得粒距，有时希望还能从种床带上直观地观察一小段排种实况，而种床带刹车后还会运行一段距离，因此，把种床带有效长度定为2.8m较合适，同时该种床带的类型为普通橡胶输送带，胶布层数为三层，上胶+下胶厚度为3.0+1.5mm周长为6.228m，宽0.4m，每米长的质量为4.01kg/m。 2.2种床带前进速度的确定 当前，国内外的当前，国内外的中耕作物精播机作业速度一般都在5～8km/h左右，部分先进的气力式播种机可达10～12km/h。一般说来，速度超过10km/h，播种质量就有明显下降的趋势且试验标准要求，播种机试验前进速度为1.0～2m/s（3.6～7.2km/h）。排种器试验台的设计，除了满足现有播种机的实际速度要求之外，还应提高其测试范围，从而种床带前进速度确定为1.5～7.5km/h。 2.3 排种盘转速的调整范围 从现有国内外先进的中耕作物精播机的作业速度来看，其前进速度在12km/h时，则对应的排种盘转速一般在20～200r/min之间。所以，本试验台排种盘转速调试范围为15～200r/min。 2.4种床带传送装置驱动电机功率的确定 从结构上看，本排种器试验台的种床带传送装置是属于皮带输送机，其背面设计了突起肋条限制跑偏，并配有张紧和托辊装置。工作时，种床带处于匀速滑动状态，因此可粗略计算驱动种床带传送装置平移运动所做的功，来确定驱动电机功率。运动中滚筒所需的驱动扭力F1为： F1=9.80665*G*f=9.80665*24.97428*0.65=159.2N 式中，G——种床带总质量，G=6.228*4.01=24.97428kg f——橡胶带与钢的动摩擦系数，f=0.65 滚筒的驱动转矩M1为： M1=F1*R=159.2*0.1=15.92N.M 式中 R——滚筒半径，R=0.1m 滚筒在种床最大前进速度下的转数Nm为： Nm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/min 式中。Vm——种床带最大前进速度Vm=7.2km/h 计算工作机功率： P=（M1*Nm）/9550=15.92*192、9550=0.320087kw 电机的额定转矩M0为： M0=M1/i=15.92/2=7.96n.M 式中i——电机与滚筒传动比，i=2 在种床带最大前进速度下驱动电机的转数n： n=Nm*i=2*192=384r/min 由于采用专用变频电机，电机频率范围内大部分处于恒功率工作状态，则电机额定功率P0为： P0=M0*n/9550=(7.96*384)/9550=0.320067kw 播种机上排种器大都为地轮驱动，单个排种器的排种盘转动所需转矩最大约为12.75N.M 排种器驱动电机的额定转矩M1为： M1=M3/i2=12.75N.M 式中。M3——排种盘所需最大转矩，M3=12.75N.M ——电机与排种器轴传动比，i2=1 电机额定功率： P1=2*P*N，m*M'/60=0.272kw 式中，N，m——拍中盘最高转速，且为200r/min P=P0+P1=0.320067+0.272=0.592067KW 因此，选取JZy22-4型电磁调速电动机，电动机的功率为1.5kw，质量为100kg，调速范围为：120~1200r/min,此系列电动机式一种交流无级变速电动机，它由笼式异步电动机，电磁转差离合器所组成，与控制器配合后，可在规定的负载下和转速范围内能均匀地，连续地无级调速，并能输出额定的转速。因此，适用于该排种器试验台使用。 3 设计传动系统 3.1一级皮带传动的设计： 由前已知该电机于滚筒的传动比为2，即i=n1 式n1电机的转速，且为384r/min。 n2—滚筒的转速，且为192r/min。 ⑩该传动系统的V带轮可选择为腹板式带轮，带轮材料为HT150,其中大轮的各项数据：Z=4，P=1.44kw,d=45mm 由公式可得出其各数据，B=（Z-1）e+2f=65mm D=90mm d1=66.5mm Dw=D+2ha=185.5mm 3.2二级皮带传动的设计： 方法与上面相同，可以计算出以下数据： 有前已知，该传动系统的V带轮可选择为实心式带轮，带轮材料为HT150，其中小轮的各项数据：Z=1，P=0.2992kw,d=30mm 由式可得出其各数据，B=（Z-1）e+2f =20mm D=75mm

Dw=D+2ha=75+2*2.75=80.5mm 4 各轴的设计 4.1 轴的材料： 主要是碳钢和合金钢。结合各方面的情况，我们可选择45钢作为轴的材料。 4.2 轴的结构设计： 轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型.尺寸.数量以及和轴连接的方法；载荷的性质.大小方向及分布情况；轴的加工工艺等。 4.3第一传动轴（电动机与输送装置相连的轴）的设计： ①选择轴的材料： 选择轴的材料为45钢，其机械性能由表可查得[σ-1]b=60MPa,σb=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=15

5MPa. 求得输入轴上的功率P2=1.44kw，转矩T2=71625N.Mm ③初步确定轴的最小直径，根据表13，选取C=122,C为取决于轴材料的许用扭转应力[τt]的系数。

dmin=C*32/2nP =21.9072mm

④轴的结构设计： （1)拟定轴上零件的装配方案 轴上零件的装配方案对轴的结构形式起着决定性的作用。现拟出装配方案如下： ⑵ 根据轴向定位的要求确定轴的各段 直径和长度 已确定轴的最小直径为21.9072mm，则可设，VIII——IV段轴的直径为30mm，右端用轴端挡圈定位，接轴端直径，取挡圈直径为33mm,由手册可确定当输送带宽为400mm时，滚筒的长度可确定为450mm，即LIII-V=450mm。由于考虑到用套筒对两带轮进行轴向定位，初步设计该套筒长度为l=32mm,内径为30mm，外径为45mm，由于VIII——IV段轴的直径为30mm，可由皮带轮的相关知识得出带轮的宽度B=20mm，则，VIII——IV段轴的初步设计长度为52mm,因为此轴是阶梯轴设计，因此在两带轮中间设计一个轴肩，根据要求，此轴肩高度2.5mm，轴肩处的过渡圆的半径为1mm，因此初步设计VII——VIII段轴的直径为35mm，由皮带轮的相关知识可设计出该带轮的宽度B=65mm，因此初步设计VII——VIII段轴的长度为65mm，此轴段与下一个轴段的连接处设计一个轴肩，查表可知该轴肩高度为2.5mm，相关过渡圆半径为1.2mm，初步设计VI——VII段轴的直径为40mm，长度为40mm，该段与轴承座连接处的轴肩的高度由查相关表可知为3mm，相关的过渡圆半径为1.6mm，由此V——VI段轴的直径可初步设计为45mm，在该轴段使用套筒进行滚筒的轴向定位，该套筒的长度可初步设计为14.54mm，内径为45mm，外径为28.69mm，该套筒与滚筒连接处设计一个轴肩，由查表可得该轴肩高度为4mm，过渡圆的半径为1.6mm，则V——VI段轴的长度可初步设计为50mm，III——V段轴的直径可初步设计为54mm，前面已知III——V段轴的长度为，该轴段与下一个轴段的连接处设计一个450mm轴肩，以利于滚筒的轴向定位，由查相关表，该轴肩的高度可设计为4mm，过渡圆半径为1.6mm，则，II——III段轴的直径可初步设计为62mm，长度可设计为10mm，该轴段与下一个轴段的连接处设计一个轴肩，查相关表可把该轴肩高度设计为6mm,过渡圆半径为2mm，则I——II段轴的直径可初步设计为48mm，长度为20mm，该段轴与下一个段轴的连接处设计一个轴肩，该轴肩的高度为1.6mm，相关过渡圆半径为1.6mm,因为I段轴是与轴承相配合的。 （3）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据di=45mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承46209，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得46209型轴承的定位轴肩高度h=1.1，所以I段轴的长度可初步设计为19mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （4）轴上零件的周向定位 皮带轮，滚筒与轴的周向定位均采用平键联接。按dIII-V由手册查得平键截面b*h=16*10(GB1095——79)，键槽用键槽铣刀加工，长为85mm（标准键长见GB1096——79），同时为了保证滚筒与轴配合有良好的对中性，故选择滚筒与轴的配合为H7/n6；同样，右端第一个带轮与轴的联接，选用平键b*h*l=10*8*15,带轮与轴的配合为H7/k6。第二个带轮与轴的联接，选用平键b*h*l=10*8*45，带轮与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （5）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考14 ，取轴端倒角为2*450 ，各轴肩处的圆角半径见图16 。 （6）求轴上的载荷 首先根据轴的结构（图16）做出轴的计算简图（17）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值 。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 ，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图和计算弯矩图， 从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面3——3处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。截面3——3处的各相关数据计算如下。 （7）按弯扭合成应力校核轴的强度（略） （8）校核轴的强度： 已知轴的当量弯矩后，即可针对某些危险截面作强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面3——